EP4590979A1 - Scheibenbremse, verwendung der scheibenbremse und verfahren zum zuspannen der scheibenbremse - Google Patents

Scheibenbremse, verwendung der scheibenbremse und verfahren zum zuspannen der scheibenbremse

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Publication number
EP4590979A1
EP4590979A1 EP23768472.5A EP23768472A EP4590979A1 EP 4590979 A1 EP4590979 A1 EP 4590979A1 EP 23768472 A EP23768472 A EP 23768472A EP 4590979 A1 EP4590979 A1 EP 4590979A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
brake
disc
disc brake
caliper
lever
Prior art date
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Pending
Application number
EP23768472.5A
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English (en)
French (fr)
Inventor
Alexander Werth
Abdelaziz Rguichi
Erkan Akbalik
Michael Peschel
Ralf Weber
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Knorr Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH
Original Assignee
Knorr Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Knorr Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH filed Critical Knorr Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH
Publication of EP4590979A1 publication Critical patent/EP4590979A1/de
Pending legal-status Critical Current

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    • F16D55/02—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members
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    • F16D55/225—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads with a common actuating member for the braking members the braking members being brake pads
    • F16D55/226—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads with a common actuating member for the braking members the braking members being brake pads in which the common actuating member is moved axially, e.g. floating caliper disc brakes
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    • F16D2125/58—Mechanical mechanisms transmitting linear movement
    • F16D2125/64—Levers

Definitions

  • the present invention relates to a disc brake for a motor vehicle and/or bus with an electric generator brake, as well as a use of the disc brake in a motor vehicle and/or bus with an electric generator brake and a method for applying the disc brake.
  • Disc brakes have design compromises at various points in order to achieve a certain delivery force. Due to the limited space available for the overall construction of a disc brake in a vehicle, brake levers are designed in such a way that they allow clamping while pivoting at a large pivot angle and with the formation of so-called progressive lines of force, even at high speeds.
  • the disc brakes Due to cooperative braking behavior, for example in electrically powered vehicles, the disc brakes can be subjected to lower forces, so that these compromises can be eliminated in favor of an optimized and compact design.
  • the object of the present invention is therefore to adapt the design of the disc brake to the requirements in electrically powered motor vehicles or buses.
  • a disc brake according to the invention is intended for use in a motor vehicle and/or bus with an electric generator brake. It includes a brake disc with a rotation axis A and a set of brake pads for clamping the brake disc. It also has a brake caliper designed as a sliding caliper. It also has a clamping device for actuating the brake pads, which is arranged in a receiving space of a brake caliper. The disc brake also has an actuating element for introducing force into the clamping device with an actuating force. This can preferably be a brake cylinder, in particular a pneumatic brake cylinder.
  • the clamping device also has a brake lever on which the actuating element acts with the actuating force.
  • the clamping device acts on the brake pads with a clamping force along a clamping axis.
  • the length of the brake lever is selected so that the length of the brake lever, the transmission ratio between the actuation force and the application force is between 1:15.60 - 1:16.45.
  • This transmission ratio is particularly preferred for a bridge stroke of 2.5 - 4 mm.
  • This transmission ratio is higher than with conventional generic disc brakes and has the advantage that individual parts can be dimensioned smaller, in particular the actuating element or the brake cylinder.
  • the resulting installation space, particularly in the axial direction, can be used to enlarge batteries or the like.
  • the brake lever can have a cap for receiving an actuating piston of the actuating element and can also have a curved rolling surface along which the brake lever rolls on a roller bearing in the receiving space of the brake caliper.
  • the distance from the center of the curvature of the brake lever dome to the center of the curvature of the rolling surface of the brake lever is between 78-82 mm.
  • the clamping device has the aforementioned roller bearing for the pivotable mounting of the brake lever, the brake lever and/or the roller bearing having means for limiting the pivot angle, the means being arranged such that the pivot angle is less than 90°, preferably less than 88° , is limited.
  • Corresponding means can be found, for example, in EP 2 896 851 B1. This has the advantage that the height of the recording space can be reduced. The space gained in this way can be used to improve stability by thickening the walls.
  • the brake caliper can have an installation opening, which has saddle struts with axial extension on the edge, the saddle struts having a radial thickness of more than 13 mm, preferably 14-17 mm, particularly preferably 15.5 mm +/- 1 mm. These radial thicknesses allow for better saddle stability and lower mechanical elasticity of the entire system.
  • the brake caliper can also have a caliper back, with no further element spanning the installation opening in the axial direction protruding radially from the caliper back. This also allows installation space to be gained and miniaturization to be achieved.
  • the disc brake can have a brake carrier with pad slots, whereby the pad slots have guide pockets on the edge for holding and guiding the brake pads. This means that no holder has to be provided at the installation opening, which also promotes a compact design.
  • the guide pockets are advantageously formed by projections which protrude into the lining shaft on the edge opposite a lining shaft wall. With higher lateral forces there is a risk of deformation of these projections.
  • disc brake according to the invention in a motor vehicle and/or bus with an electric generator brake, which carries out cooperative braking at the same time as the disc brake.
  • Also according to the invention is a method for applying a disc brake according to the invention, wherein the brake lever is pivoted during the application process over the entire service life of the brake at a pivoting angle of less than 90°, preferably less than 88°.
  • Fig.1 is a perspective view of a disc brake according to the invention.
  • Fig. 2 is a side view of the disc brake of Fig. 1;
  • Fig. 3 is a sectional view of the disc brake of Figs. 1 and 2;
  • FIG. 4 Detailed view of Fig. 3 and
  • Fig. 5 is a perspective view of the brake carrier of the disc brake.
  • FIG. 6 shows a further perspective view of the brake carrier of FIG. 5 with brake pads inserted
  • Fig. 7 is a further perspective view of Figs. 5 and 6 from a different direction with brake pads inserted.
  • the present invention relates to a disc brake in motor vehicles and buses which use electric generator brakes and in which an electric motor in generator mode generates electrical energy during braking.
  • the disc brake according to the invention itself can be actuated in a conventional manner, e.g. as a pneumatic brake or another type of actuation.
  • the aforementioned vehicles are thus braked cooperatively.
  • the disc brake according to the invention is adapted to the operation of cooperative braking.
  • the disc brake 1 has, in a manner known per se, a brake disc 2 with a rotation axis A, which is used as a reference axis for defining a radial direction.
  • the brake disc 2 is spanned by a brake caliper 3.
  • a brake caliper 3 This is typically made of cast iron and can be made in one piece or from components screwed together in several parts. However, the one-piece design of the brake caliper 3 is preferred.
  • the brake caliper is preferably designed as a sliding caliper and is attached to a vehicle-side brake carrier 4 in an axially displaceable manner parallel to the axis of rotation A.
  • the brake carrier 4 has two pad shafts 5 for arranging two brake pads 6. When braking, the brake pads 6 rub against the brake disc 2 on both sides.
  • the brake caliper 3 has a receiving space 7 in which a clamping device 8 is positioned, with a brake lever 10 which can be actuated via a brake cylinder 9 and which is designed as an eccentric 11 at the end and rests on a bridge 12 in which adjusting spindles 22 are mounted the associated brake pad 6 can be pressed against the brake disc 2.
  • the longitudinal axis of the adjusting spindles 22 defines one Application axis Z.
  • An actuating piston 20 of the brake cylinder 9 lies in a cap 19 of the brake lever 10.
  • the brake caliper 3 is displaced in such a way that the opposite, reaction-side brake pad 6 is pressed against the other side of the brake disc 2, with this reaction-side brake pad 6 resting on a caliper back 13 of the brake caliper 3.
  • an assembly opening 14 is provided on the side facing the action-side brake pad 4, which is closed by a closure plate 15, wherein the two mentioned adjusting spindles pass through this closure plate 15.
  • the eccentric 11 is supported on the side opposite the bridge 12 on a caliper head 16 of the brake caliper 1, in areas that are semicircular over an angular range of approximately 180 ° as support surfaces 17 are formed.
  • rolling bearings 18 are arranged between the support surfaces 17 and the eccentric 11.
  • the design-related displaceability of this bridge 12 within the brake 1, in particular in relation to the brake carrier 4, is preferably 2.5 - 4 mm.
  • reduced initial braking force may be applied at higher speeds due to cooperative braking. This allows the structural design of the disc brake to be changed in favor of smaller dimensions.
  • the present invention is based on the idea of the point of application of the brake lever 10 for tightening the brake pads 6 and thus bringing the tightening axis Z closer to the axis of rotation A.
  • the length L of the brake lever 10 can be between 78-82 mm based on the center point 201 of the curvature of the spherical cap 19 and on the center point 202 of the curvature of the rolling surface 50 along which the brake lever 10 rolls on the roller bearing 12. This is particularly highlighted in Figure 4.
  • the pivoting track 51 corresponding to the rolling surface 50 is highlighted and was highlighted from the plane of the sheet.
  • Such a long brake lever is not yet known for brakes.
  • the extended lever reduces the necessary actuation force. Accordingly, the length or dimension of the brake cylinder 9 and/or another actuating element of the disc brake can be significantly reduced. This creates additional space in the axial direction within a vehicle for the arrangement of electric batteries or the like.
  • the transmission ratio of the actuation force to be applied by the brake cylinder 9 to the application force which is exerted on the brake pads changes to a range between 1:15.60 - 1:16.45.
  • This transmission ratio enables a reduction in the swivel angle and thus also in the space required by the brake lever 10, which is required for the swivel movement. If the distance between the brake lever and the brake pads is known, the optimal length of the brake lever can be calculated from the aforementioned gear ratio using trigonometric calculation.
  • the pivoting movement of the brake lever is divided into the so-called idle stroke, the actuation stroke and the stroke reserve.
  • the idle stroke refers to the stroke required to bridge the clearance of the brake pads. Very little force is required to overcome this. This is followed by the actuation stroke for applying the brake and a stroke reserve, which is maintained due to wear and to maintain the required application force.
  • the stroke reserve is measured by the elasticity of the clamping device 8, i.e. how much the clamping device 8 yields elastically when actuated. Due to the repositioning of the point of application of the brake lever and thus the clamping axis Z, the elasticity of the clamping device 8 decreases.
  • the stroke reserve to be kept can be reduced, which reduces the angle coverage of the brake lever 10 to a pivot angle of the brake lever 10 to less than 90 °, preferably less than 88 °.
  • the pivoting lever only needs to be pivoted to a lesser extent than in the known prior art.
  • This smaller pivoting also reduces the space required for the space to be provided.
  • This gain in space allows the brake caliper to be further redesigned.
  • the brake caliper has, in a manner typical for the design of a caliper, a lower opening for receiving and gripping over the brake disc 2.
  • the brake caliper has an installation opening 23 on its caliper back for mounting the brake pads 6 in the brake carrier 4.
  • Saddle struts 24 are arranged on both sides of the installation opening 23 and extend perpendicular to the plate plane of the brake disc 2.
  • the radial thickness of these saddle struts 24 is preferably more than 13 mm, preferably 14-17 mm, in particular 15.5 mm +/- 1 mm. Saddle struts this thick are not yet known and are made possible by the additional space gained by repositioning the clamping axis Z and the components necessary for clamping in the direction of the rotation axis.
  • the thickness of the brake pads and/or the brake disc, as well as the brake disc diameter can also be reduced.
  • the installation size of the brake is reduced.
  • FIG 5 shows a brake carrier 4 for use in the disc brake of FIGS limited to brake carrier horns 29.
  • the lining shafts 26, 27 have guide pockets 21 below the support surfaces 28a, in which the brake pads are inserted via edge-side projections, if necessary with the aid of retaining springs.
  • the guide pockets 21 are formed by a projection 30 projecting into the shaft, which in turn has a front support surface 28b.
  • the outer contour of the brake pads essentially corresponds to the outer contour of the pad shaft.
  • An edge-side open area 28c is arranged between the support surfaces 28a and 28b.
  • the edge-side open area 28b of the projection 30 is rectangular, with the special feature that the extension of the open area 28b in the axial direction relative to the rotation axis A is larger than the extension of the support surface in the radial direction. Normally at this point one would try to achieve the most even distribution of force possible over a large area with high attacking forces.
  • this form of holder advantageously saves space for the overall height of the brake and at the same time enables a comparatively delicate design of the brake carrier 4 with reduced space requirements and its own weight.
  • FIGS. 6 and 7 show the brake carrier 4 with brake pads 6 inserted, with ears 30 of the brake pad 6 resting in the shaped pockets 21, so that the brake pad 6 is guided in the shaped pockets.
  • the brake pad carrier is advantageously supported at several points by the brake pad horns in the direction of insertion of the pad shaft.
  • both the brake carrier has edge-side support surfaces 28a and 28c as well as support surfaces 32a, 32b at an angle of 80-100°, preferably perpendicular, to these support surfaces 28a and 28c at the foot of the respective lining carrier core 29 or at the base of the projection 30.
  • This double support allows better distribution of force when lateral forces are applied.
  • Fig. 8 shows the installation of the disc brake within the rim contour.

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Abstract

Scheibenbremse (1) für ein Kraftfahrzeug und/oder Bus mit einer elektrischen Generatorbremse, umfassend eine Bremsscheibe (2) mit einer Rotationsachse A und einen Satz von Bremsbelägen (6) zum Zuspannen der Bremsscheibe; wobei die Scheibenbremse (1) einen als Schiebesattel ausgebildeten Bremssattel (3) aufweist; wobei die Scheibenbremse (1) eine Zuspannvorrichtung (8) zur Betätigung der Bremsbeläge (6) aufweist, welche in einem Aufnahmeraum (7) eines Bremssattels (3) angeordnet ist; wobei die Scheibenbremse (1) zudem ein Betätigungselement zur Krafteinleitung in die Zuspannvorrichtung (8) mit einer Betätigungskraft aufweist, wobei die Zuspannvorrichtung (8) einen Bremshebel (10) aufweist, auf welchen das Betätigungselement mit der Betätigungskraft einwirkt und wobei die Zuspannvorrichtung (8) mit einer Zuspannkraft entlang einer Zuspannachse Z auf die Bremsbeläge (6) einwirkt, wobei die Länge des Bremshebels (10) so gewählt ist, dass das Übersetzungsverhältnis zwischen Betätigungskraft und Zuspannkraft zwischen 1:15,60 – 1:16,45 beträgt vorzugsweise bei einem Brückenhub von 2,5 – 4 mm.

Description

BESCHREIBUNG
Scheibenbremse, Verwendung der Scheibenbremse und Verfahren zum Zuspannen der Scheibenbremse
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Scheibenbremse für ein Kraftfahrzeug und/oder Bus mit einer elektrischen Generatorbremse, sowie eine Verwendung der Scheibenbremse in einem Kraftfahrzeug und/oder Bus mit einer elektrischen Generatorbremse und ein Verfahren zum Zuspannen der Scheibenbremse.
Scheibenbremsen weisen an verschiedenen Stellen zum Erreichen einer bestimmten Zustellkraft konstruktive Kompromisse auf. So sind aufgrund des begrenzten zur Verfügung stehenden Bauraums für die Gesamtkonstruktion einer Scheibenbremse in einem Fahrzeug Bremshebel so konstruiert, dass Sie ein Zuspannen unter Verschwenken in einem großen Schwenkwinkel und unter Ausbildung von sogenannten progressiven Kraftlinien auch bei hohen Geschwindigkeiten erlauben.
Aufgrund eines koopertativen Bremsverhaltens z.B. in elektrisch angetriebenen Fahrzeugen, können wirken auf die Scheibenbremsen geringere Kräfte, so dass diese Kompromisse zugunsten einer optimierten und kompakten Bauform aufgehoben werden können.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist daher die Bauform der Scheibenbremse an die Anforderungen in elektrisch-angetriebenen Kraftfahrzeugen oder Bussen anzupassen.
Die Erfindung löst diese Aufgabe durch den Gegenstand des Anspruchs 1 .
Eine erfindungsgemäße Scheibenbremse ist für den Einsatz in einem Kraftfahrzeug und/oder Bus mit einer elektrischen Generatorbremse bestimmt. Sie umfasst eine Bremsscheibe mit einer Rotationsachse A und einen Satz von Bremsbelägen zum Zuspannen der Bremsscheibe. Sie weist zudem einen als Schiebesattel ausgebildeten Bremssattel auf. Sie weist überdies eine Zuspannvorrichtung zur Betätigung der Bremsbeläge auf, welche in einem Aufnahmeraum eines Bremssattels angeordnet ist. Die Scheibenbremse weist zudem ein Betätigungselement zur Krafteinleitung in die Zuspannvorrichtung mit einer Betätigungskraft auf. Dies kann vorzugsweise ein Bremszylinder, insbesondere ein pneumatischer Bremszylinder sein.
Die Zuspannvorrichtung weist überdies einen Bremshebel auf, auf welchen das Betätigungselement mit der Betätigungskraft einwirkt. Die Zuspannvorrichtung wirkt mit einer Zuspannkraft entlang einer Zuspannachse auf die Bremsbeläge ein.
Die Länge des Bremshebels ist dabei erfindungsgemäß so gewählt, dass die Länge des Bremshebels, dass das Übersetzungsverhältnis zwischen Betätigungskraft und Zuspannkraft zwischen 1 :15,60 - 1 :16,45 beträgt. Dieses Übersezungsverhältnis gilt besonders bevorzugt bei einem Brückenhub von 2,5 - 4 mm.
Dieses Übersetzungsverhältnis ist höher als bei herkömmlichen gattungsgemäßen Scheibenbremsen und hat den Vorteil, dass einzelne Teile geringer dimensioniert werden können, insbesondere das Betätigungselement bzw. der Bremszylinder. Der dadurch gewonnene Bauraum, insbesondere in axialer Richtung, kann für die Vergrößerung von Batterien oder dergleichen genutzt werden.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Scheibenbremse sind Gegenstand der Unteransprüche.
Weiter kann der Bremshebel eine Kalotte zur Aufnahme eines Betätigungskolbens des Betätigungselements aufweisen und zudem eine gekrümmte Wälzfläche aufweisen, entlang welcher der Bremshebel an einem Wälzlager im Aufnahmeraum des Bremssattel abwälzt. Der Abstand des Mittelpunkts der Krümmung der Kalotte des Bremshebels zum Mittelpunkt der Krümmung der Wälzfläche des Bremshebels beträgt zwischen 78-82 mm. Ein derart vergrößerter Bremshebel ermöglicht eine Verringerung oder vollständige Vermeidung des Auftretens von progressiven Kraftlinien bei der Kraftentwicklung während des Bremsvorgangs, was insbesondere auch Vorteile für ABS-Systeme hat.
Die Zuspannvorrichtung weist das vorgenannte Wälzlager auf, zur schwenkbaren Lagerung des Bremshebels, wobei der Bremshebel und/oder das Wälzlager Mittel zur Begrenzung des Schwenkwinkels aufweist, wobei die Mittel derart angeordnet sind, dass der Schwenkwinkel auf weniger als 90°, vorzugsweise weniger als 88°, beschränkt ist. Entsprechende Mittel können z.B. der EP 2 896 851 B1 entnommen werden. Dies hat den Vorteil, dass die Höhe des Aufnahmeraums verringert werden kann. Der so gewonnene Bauraum kann für eine Verbesserung der Stabilität durch Wandungsaufdickung genutzt werden.
In einer bevorzugten Variante kann Bremssattel eine Einbauöffnung aufweisen, welcher randseitig Sattelstreben mit axialer Erstreckung aufweist, wobei die Sattelstreben eine radiale Dicke von mehr als 13 mm, vorzugsweise 14-17 mm, besonders bevorzugt 15,5 mm +/- 1 mm, aufweisen. Diese radialen Dicken ermöglichen eine bessere Sattelstabilität und eine geringere mechanische Elastizität des gesamten Systems.
Der Bremssattel kann überdies einen Sattelrücken aufweisen, wobei aus dem Sattelrücken kein weiteres die Einbauöffnung in axaialer Richtung überspannendes Element aus dem Sattelrücken radial hervorsteht. Dadurch kann auch Bauraum gewonnen werden bzw. eine Miniaturisierung erreicht werden.
Die Scheibenbremse kann einen Bremsträger mit Belagschächten aufweisen, wobei Belagschächte randseitig Führungstaschen zur Halterung und Führung von Bremsbelägen aufweist. Dadurch muss keine Halterung an der Einbauöffnung vorgesehen sein, was ebenfalls den kompakten Aufbau begünstigt.
Die Führungstaschen sind dabei vorteilhaft durch Vorsprünge gebildet, welche randseitig gegenüber einer Belagschachtwand in den Belagschacht hervorstehen. Bei höheren Seitenkräften besteht die Gefahr der Deformation dieser Vorsprünge.
Allerdings werden derart hohe Seitenkräfte durch das kooperative Bremsen bei elektrisch angetriebenen Fahrzeugen von vornherein verhindert.
Weitere Vorteile ergeben sich durch das herbasetzen der Scheibenbremse in Bezug zu Bremsscheibenachse um 8,5 mm, dadurch ist es möglich den Bauraum durch den Hebel zur Verfügung zu stellen und das Übersetzungsverhältnis zu vergrößern und gleichzeitig den Betätigungsweg des Zylinders zu reduzieren.
Eine zusätzliche Verbesserung wird erreicht dadurch, dass der Flasch für den Aktuator nun innerhalb der Felgenkontur liegen kann und somit der benötigte Bauraum der Scheibenbremse mit Aktuator in achsialer Richtung verringert wird. Somit wird im Fahrzeug an der Achse der Platz zur Verfügung gestellt der durch Antrieb oder Batterien genutzt werden kann. Eine zusätzliche weitere Verringerung des Raumbedarfs der Scheibenbremse wird erreicht, indem die Zuspannachse mit dem Abstand X parallel zur Rotationsachse angeordnet ist, wobei das Verhältnis des Abstands X zur radiale Dicke der Sattelstreben zwischen 2,5 - 8,5 mm beträgt
Erfindungsgemäß ist ebenfalls die Verwendung der erfindungsgemäßen Scheibenbremse in einem Kraftfahrzeug und/oder Bus mit einer elektrischen Generatorbremse, welche eine kooperative Bremsung zeitgleich mit der Scheibenbremse vornimmt.
Ebenfalls erfindungsgemäß ist ein Verfahren zum Zuspannen einer erfindungsgemäßen Scheibenbremse, wobei ein Verschwenken des Bremshebels während des Zuspannvorgangs über die gesamte Lebensdauer der Bremse in einem Schwenkwinkel von weniger als 90°, vorzugsweise weniger als 88° erfolgt.
Nachfolgend wird die Erfindung anhand von Ausführungsbeispielen unter Bezug auf die Zeichnung näher beschrieben, wobei auch weitere vorteilhafte Varianten und Ausgestaltungen diskutiert werden. Es sei betont, dass die nachfolgend diskutierten Ausführungsbeispiele die Erfindung nicht abschließend beschreiben sollen, sondern dass auch nicht dargestellte Varianten und Äquivalente realisierbar sind und unter die Ansprüche fallen. Es zeigen:
Fig.1 eine perspektivische Darstellung einer erfindungsgemäßen Scheibenbremse;
Fig. 2 eine Seitenansicht der Scheibenbremse der Fig. 1 ;
Fig. 3 eine Schnittansicht der Scheibenbremse der Fig. 1 und 2;
Fig. 4 Detailansicht der Fig. 3 und
Fig. 5 eine Perspektivansicht des Bremsträgers der Scheibenbremse.
Fig. 6 eine weitere Perspektivansicht des Bremsträgers der Fig. 5 mit eingesetzten Bremsbelägen; und Fig. 7 eine weitere Perspektivansicht der Fig. 5 und 6 aus einer anderen Richtung mit eingesetzten Bremsbelägen.
Fig. 8 Einbau der Scheibenbremse innerhalb der Felgenkontur
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Scheibenbremse bei Kraftfahrzeugen und Bussen, welche elektrische Generatorbremsen nutzen und in welchen ein Elektromotor im Generatorbetrieb beim Abbremsen elektrische Energie gewinnt. Die erfindungsgemäße Scheibenbremse selbst kann nach klassischer Art betätigt werden, z.B. als pneumatische Bremse oder eine andere Art der Betätigung.
Die vorgenannten Fahrzeuge werden somit kooperativ gebremst. Die erfindungsgemäße Scheibenbremse ist auf den Betrieb des kooperativen Bremsens angepasst.
Gemäß Fig. 1-4 weist die Scheibenbremse 1 in an sich bekannter Art eine Bremsscheibe 2 mit einer Rotationsachse A auf, welche als Bezugsachse für die Definition einer radialen Richtung genutzt wird.
Die Bremsscheibe 2 wird durch einen Bremssattel 3 überspannt. Dieser ist typischerweise aus Gusseisen gefertigt und kann einstückig oder aus mehrteiligverschraubte Bauteilen ausgebildet sein. Die einstückige Ausbildung des Bremssattels 3 ist allerdings bevorzugt. Der Bremssattel ist vorzugsweise als Schiebesattel ausgebildet und ist parallel zur Rotationsachse A axial verschiebbar an einem fahrzeugseitigen Bremsträger 4 befestigt.
Der Bremsträger 4 weist zwei Belagschächte 5 zur Anordnung zweier Bremsbeläge 6 auf. Die Bremsbeläge 6 liegen bei einer Bremsung beidseitig reibend an der Bremsscheibe 2 an.
Der Bremssattel 3 weist einen Aufnahmeraum 7 auf, in dem eine Zuspannvorrichtung 8 positioniert ist, mit einem über einen Bremszylinder 9 betätigbaren Bremshebel 10, der endseitig als Exzenter 11 ausgebildet ist und an einer Brücke 12 anliegt, in der Stellspindeln 22 gelagert sind, über die der zugeordnete Bremsbelag 6 gegen die Bremsscheibe 2 pressbar ist. Die Längsachse der Stellspindeln 22 definiert eine Zuspannachse Z. Ein Betätigungskolben 20 des Bremszylinders 9 liegt dabei in einer Kalotte 19 des Bremshebels 10 ein. Dabei erfolgt eine Verschiebung des Bremssattels 3 derart, dass der gegenüberliegende, reaktionsseitige Bremsbelag 6 an die andere Seite der Bremsscheibe 2 gepresst wird, wobei dieser reaktionsseitige Bremsbelag 6 an einem Sattelrücken 13 des Bremssattels 3 anliegt.
Zur Montage der im Aufnahmeraum 7 befindlichen Funktionsteile ist auf der dem aktionsseitigen Bremsbelag 4 zugewandten Seite eine Montageöffnung 14 vorgesehen, die durch eine Verschlussplatte 15 verschlossen ist, wobei die beiden erwähnten Stellspindeln diese Verschlussplatte 15 durchtreten.
Im Ausführungsbeispiel stützt sich der Exzenter 11 auf der der Brücke 12 gegenüberliegenden Seite an einem Sattelkopf 16 des Bremssattels 1 ab, in Bereichen, die halbkreisförmig über einen Winkelbereich von etwa 180° als Stützflächen 17 ausgebildet sind. Um ein leichtes Verschwenken des Bremshebels 6 zu ermöglichen, sind zwischen den Stützflächen 17 und dem Exzenter 11 Wälzlager 18 angeordnet. Die bauartbedingte Verschiebbarkeit dieser Brücke 12 innerhalb der Bremse 1 , insbesondere in Bezug auf den Bremsträger 4, beträgt vorzugsweise 2,5 - 4 mm.
Gemäß der vorliegenden Erfindung kann aufgrund der kooperativen Bremsung bei höheren Geschwindigkeiten eine verringerte Kraft für die Anfangsbremsung aufgewandt werden. Dadurch kann die konstruktive Ausgestaltung der Scheibenbremse zugunsten einer geringeren Dimensionierung geändert werden.
Die vorliegende Erfindung setzt bei der Idee an den Angriffspunkt des Bremshebels 10 zum Zuspannen der Bremsbeläge 6 und damit die Zuspannachse Z näher an die Rotationsachse A heranzuführen. Dadurch kann der Bremshebel 10 insgesamt länger ausgebildet werden. Die Länge L des Bremshebels 10 kann zwischen 78-82 mm betragen bezogen auf den Mittelpunkt 201 der Krümmung der Kalotte 19 und auf den Mittelpunkt 202 der Krümmung der Wälzfläche 50 entlang welcher sich der Bremshebel 10 am Wälzlager 12 abwälzt. Dies ist in Fig. 4 besonders hervorgehoben. Die zur Wälzfläche 50 korrespondierende Schwenkbahn 51 ist dabei hervorgehoben und wurde aus der Blattebene hervorgehoben. Ein derart langer Bremshebel ist bei Bremsen bislang nicht bekannt. Durch den verlängerten Hebel verringert sich die notwendige Betätigungskraft. Entsprechend kann die Länge bzw. Dimension des Bremszylinders 9 und/oder eines anderen Betätigungselements der Scheibenbremse erheblich verringert werden. Dies schafft in axialer Richtung weiteren Bauraum innerhalb eines Fahrzeugs für die Anordnung von Elektrobatterien oder dergl.
Zugleich ändert sich das Übersetzungsverhältnis der durch den Bremszylinder 9 aufzubringenden Betätigungskraft zu der Zuspannkraft, welche auf die Bremsbeläge ausgeübt wird, in einen Bereich zwischen 1 :15,60 - 1 :16,45. Dieses Übersetzungsverhältnis ermöglicht eine Verringerung des Schwenkwinkel und damit auch des Raumbedarfs des Bremshebels 10, welcher für die Schwenkbewegung benötigt wird. Bei bekanntem Abstand zwischen dem Bremshebel und den Bremsbelägen kann die optimale Länge des Bremshebels durch trigonometrische Berechnung aus dem vorgenannten Übersetzungsverhältnis berechnet werden.
Die Schwenkbewegung des Bremshebels unterteilt sich in den sogenannten Leerhub, den Betätigungshub und die Hubreserve.
Der Leerhub bezeichnet den benötigten Hub zur Überbrückung des Lüftspiels der Bremsbelege. Hier wird eine sehr geringe Kraft zur Überwindung benötigt. Es folgen der Betätigungshub zum Zuspannen der Bremse und eine Hubreserve, welche aufgrund des Verschleißes und zum Aufrechterhalten einer erforderlichen Zuspannkraft vorgehalten wird. Die Hubreserve bemisst sich an der Elastizität der Zuspannvorrichtung 8, also wie stark die Zuspannvorrichtung 8 bei der Betätigung elastisch nachgibt Aufgrund der Umpositionierung des Angriffspunktes des Bremshebels und damit der Zuspannachse Z nimmt die Elastizität der Zuspannvorrichtung 8 ab.
Durch geringere Elastizität der Zuspannvorichtung, kann die vorzuhaltene Hubreserve verringert werden, was die Winkelabdeckung des Bremshebels 10 auf einen Schwenkwinkel des Bremshebels 10 auf unter 90°, vorzugsweise weniger als 88°, verringert. Mit anderen Worten, der Schwenkhebel braucht nur in geringerem Maße als im bekannten Stand der Technik verschwenkt werden. Durch diese geringere Verschwenkung ändert sich verringert sich der Platzbedarf für den vorzuhaltenden Raum zusätzlich. Dieser Raumgewinn erlaubt eine weitere Umgestaltung des Bremssattels. Der Bremssattel weist, in an sich typischer Weise für die Bauart eines Sattels eine untere Öffnung zur Aufnahme und zum Übergreifen der Bremsscheibe 2 auf. Zudem weist der Bremssattel auf seinem Bremssattelrücken eine Einbauöffnung 23 zur Montage der Bremsbeläge 6 in den Bremsträger 4 auf.
Auf beiden Seiten der Einbauöffnung 23 sind Sattelstreben 24 angeordnet, welche sich senkrecht zur Plattenebene der Bremsscheibe 2 erstrecken. Die radiale Dicke dieser Sattelstreben 24 beträgt dabei vorzugsweise mehr als 13 mm, vorzugsweise 14-17 mm, insbesondere 15,5 mm +/- 1 mm. Derart dicke Sattelstreben sind bislang nicht bekannt, und werden durch den zusätzlichen Raumgewinn durch Umpositionierung der Zuspannachse Z und den zum Zuspannen notwendigen Bauteile in Richtung der Rotationsachse ermöglicht.
Aufgrund der besseren Trigonometrie der Anordnung und Umgestaltung des Bremshebels 10 und des damit einhergehenden geänderten Übersetzungsverhältnisses und der erhöhten mechanischen Steifigkeit der Zuspannvorrichtung 8 können überdies sogenannte progressive Kraftlinien bei der Kraftübertragung verringert werden, was u.a. Vorteile beim Einsatz dieser Scheibenbremse in einem Fahrzeug mit ABS- Bremssystemen hat. Insgesamt ist der Kraftangriff durch den Bremszylinder 9 am Bremshebel 10 der erfindungsgemäßen Scheibenbremse gleichmäßiger.
Lediglich ergänzend sei erwähnt, dass aufgrund der erhöhten mechanischen Steifigkeit der Zuspannvorrichtung 8 auch die Dicke der Bremsbeläge und/oder der Bremsscheibe, sowie der Bremsscheibendurchmesser, verringert werden kann. Überdies wird, wie bereits zuvor erörtert, das Einbaumaß der Bremse verringert.
In Radialer Richtung steht auf Höhe der Einbauöffnung 24 kein weiteres Element, insbesondere kein Belaghaltebügel, aus dem Sattelrücken radial hervor. Die Festlegung der Bremsbeläge erfolgt in dieser Variante durch den Bremsträger 4, wie dies anhand von Fig. 5 erläutert wird.
Fig. 5 einen Bremsträger 4 zur Verwendung in der Scheibenbremse der Fig. 1-3 auf mit entsprechenden korrespondierenden Belagschächten 26, 27. Die Belagschächte 26, 27 sind jeweils seitlich in Drehrichtung U und gegen die Drehrichtung U durch randseitige Abstützflächen 28a, 28b, 28c an Bremsträgerhörnem 29 begrenzt. Die Belagschächte 26, 27 weisen unterhalb der Abstützungsflächen 28a Führungstaschen 21 auf, in welchen die Bremsbeläge über randseitige Vorsprünge ggf. unter Zuhilfenahme von Haltefedern einliegen. Die Führungstaschen 21 werden durch einen in den Schacht hineinragenden Vorsprung 30 gebildet, welcher seinerseits eine stirnseitige Abstützfläche 28b aufweist. Die Außenkontur der Bremsbeläge entspricht dabei im Wesentlichen der Außenkontur des Belagschachts.
Zwischen den Abstützflächen 28a und 28b ist eine randseitige Freifläche 28c angeordnet. Die randseitige Freifläche 28b des Vorsprungs 30 ist dabei rechteckig ausgebildet, mit der Besonderheit, dass die Ersteckung der Freifläche 28b in axialer Richtung bezogen auf die Rotationsachse A größer ist als die Erstreckung der Abstützfläche in radialer Richtung. Üblicherweise würde man an dieser Stelle versuchen eine möglichst gleichmäßige Kraftverteilung über eine große Fläche bei hohen angreifenden Kräften zu erreichen.
Dies ist allerdings im vorliegenden Fall nicht notwendig, dass aufgrund der kooperativen Bremsung ein geringerer Kraftanteil an den Abstützflächen angreift, insbesondere bei einer Bremsung bei hohen Geschwindigkeiten, und dadurch Verformungstendenzen in geringerem Maße auftreten. Demgegenüber ist diese Form der Halterung vorteilhaft platzsparend für die Bauhöhe der Bremse und ermöglicht zugleich eine vergleichsweise filigrane Ausgestaltung des Bremsträgers 4 bei verringertem Platzbedarf und Eigengewicht.
Fig. 6 und 7 zeigen den Bremsträger 4 mit eingesetzten Bremsbelägen 6, wobei Ohren 30 des Bremsbelags 6 in den Formtaschen 21 einliegen, so dass der Bremsbelags 6 in den Förmtaschen geführt ist. Vorteilhaft ist dabei der Bremsbelagträger in Einschubrichtung des Belagschachtes an mehreren Stellen durch die Bremsbelahörner abgestützt.
In der konkreten Variante der Fig. 6 und 7 ist gut erkennbar, dass sowohl der Bremsträger sowohl randseitige Abstützflächen 28a und 28c als auch Abstützflächen 32a, 32b in einem Winkel von 80-100°, vorzugsweise senkrecht, zu diesen Abstützflächen 28a und 28c am Fuße des jeweiligen Belagträgerhoms 29 oder am Ansatz des Vorsprungs 30 bereitstellt. Diese Doppelabstützung erlaubt eine bessere Kraftverteilung bei angreifenden Seitenkräften. Fig. 8 zeigt den Einbau der Scheibenbremse innerhalb der Felgenkontur.
BEZUGSZEICHEN
1 Scheibenbremse
2 Bremsscheibe
3 Bremssattel
4 Bremsträger
5 Belagschächte
6 Bremsbeläge
7 Aufnahmeraum
8 Zuspannvorrichtung
9 Bremszylinder
10 Bremshebel
11 Exzenter
12 Brücke
13 Sattelrücken
14 Montageöffnung
15 Verschlussplatte
16 Sattelkopf
17 Stützflächen
18 Wälzlager
19 Kalotte
20 Betätigungskolben
21 Führungstaschen
22 Stellspindeln
23 Einbauöffnung
24 Sattelstreben
26 Belagschacht
27 Belagschacht
28a-c Abstützflächen
29 Bremsträgerhörner
30 Vorsprung 50 Wälzfläche
51 Schwenkbahn
201 , 202 Mittelpunkte
A Rotationsgröße
U Drehrichtung
Z Zuspannachse

Claims

PATENTANSPRÜCHE
1 . Scheibenbremse (1 ) für ein Kraftfahrzeug und/oder Bus mit einer elektrischen
Generatorbremse, umfassend eine Bremsscheibe (2) mit einer Rotationsachse A und einen Satz von Bremsbelägen (6) zum Zuspannen der Bremsscheibe; wobei die Scheibenbremse (1) einen als Schiebesattel ausgebildeten Bremssattel (3) aufweist; wobei die Scheibenbremse (1) eine Zuspannvorrichtung (8) zur Betätigung der Bremsbeläge (6) aufweist, welche in einem Aufnahmeraum (7) eines Bremssattels (3) angeordnet ist; wobei die Scheibenbremse (1 ) zudem ein Betätigungselement zur Krafteinleitung in die Zuspannvorrichtung (8) mit einer Betätigungskraft aufweist, wobei die Zuspannvorrichtung (8) einen Bremshebel (10) aufweist, auf welchen das Betätigungselement mit der Betätigungskraft einwirkt und wobei die Zuspannvorrichtung (8) mit einer Zuspannkraft entlang einer Zuspannachse Z auf die Bremsbeläge (6) einwirkt, dadurch gekennzeichnet, dass die Länge des Bremshebels (10) so gewählt ist, dass das Übersetzungsverhältnis zwischen Betätigungskraft und Zuspannkraft zwischen 1 : 15,60 - 1 : 16,45 beträgt vorzugsweise bei einem Brückenhub von 2,5 - 4 mm.
2. Scheibenbremse (1) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Bremshebel (10) eine Kalotte (19) zur Aufnahme eines Betätigungskolbens (20) des Betätigungselements aufweist und dass der Bremshebel (10) eine gekrümmte Wälzfläche (50) aufweist, entlang welcher der Bremshebel (10) an einem Wälzlager (18) im Aufnahmeraum (7) des Bremssattel (3) abwälzt und dass der Abstand des Mittelpunkts (202) der Krümmung der Kalotte (19) des Bremshebels (10) zum Mittelpunkt (201 ) der Krümmung der Wälzfläche (50) des Bremshebels (10) zwischen 78-82 mm beträgt.
3. Scheibenbremse (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Zuspannvorrichtung (8) ein Wälzlager (18) aufweist, zur schwenkbaren Lagerung des Bremshebels (10), wobei der Bremshebel (10) und/oder das Wälzlager (18) Mittel zur Begrenzung des Schwenkwinkels aufweist, wobei die Mittel derart angeordent sind, dass der Schwenkwinkel auf weniger als 90°, vorzugsweise weniger als 88°, beschränkt ist.
4. Scheibenbremse (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Bremssattel (3) eine Einbauöffnung (23) aufweist, welcher randseitig Sattelstreben (24) mit axialer Erstreckung aufweist, wobei die Sattelstreben (24) eine radiale Dicke von mehr als 13 mm, vorzugsweise 14-17 mm, besonders bevorzugt 15,5 mm +/- 1 mm, aufweist.
5. Scheibenbremse (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Bremssattel (3) einen Sattelrücken (13) aufweist, wobei aus dem Sattelrücken (13) kein weiteres die Einbauöffnung (23) in axaialer Richtung überspannendes Element aus dem Sattelrücken (13) radial hervorsteht.
6. Scheibenbremse (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Scheibenbremse (1 ) einen Bremsträger (4) mit Belagschächten (26, 27) aufweist, wobei Belagschächte (26, 27) randseitig Führungstaschen (21 ) zur Halterung und Führung von Bremsbelägen aufweist.
7. Scheibenbremse (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Führungstaschen (21 ) durch Vorsprünge (30) gebildet sind, welche randseitig gegenüber einer Belagschachtwand in den Belagschacht (26) hervorstehen.
8. Scheibenbremse (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Zuspannachse Z mit einem Abstand X parallel zur Rotationsachse angeordnet ist, wobei der Abstand X zwischen 2,5 - 8,5 mm beträgt.
9. Verwendung der Scheibenbremse (1 ) nach einem der vorhergehenden
Ansprüche in einem Kraftfahrzeug und/oder Bus mit einer elektrischen Generatorbremse, welche eine kooperative Bremsung zeitgleich mit der Scheibenbremse (1 ) vornimmt. fahren zum Zuspannen einer Scheibenbremse (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein
Verschwenken des Bremshebels (10) während des Zuspannvorgangs über die gesamte Lebensdauer der Bremse in einem Schwenkwinkel von weniger als 90°, vorzugsweise weniger als 88° erfolgt.
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